数控机床主轴箱设计

1、1/20第一章概述1-1设计目的数控机床的课程设计，是在数控机床设计课程之后进行的实践性教学环节。其目的在于通过数控机床伺服进给系统的结构设计，使我们在拟定进给传动及变速等的结构方案过程中得到设计构思、方案分析、结构工艺性、CAD0图、设计计算、编写技术文件、查阅技术资料等方面的综合训练，建立正确的设计思想，掌握基本的设计方法，培养我们初步的结构设计和计算能力。1-2主轴箱的概述主轴箱为数控机床的主要传动系统它包括电动机、传动系统和主轴部件它与普通车床的主轴箱比较，相对来说比较简单只有两极或三级齿轮变速系统，它主要是用以扩大电动机无级调速的范围，以满足一定恒功率、和转速的问题。第二章主传动设计

2、2-1驱动源的选择机床上常用的无级变速机构是直流或交流调速电动机，直流电动机从额定转速nd向上至最高转速nmax是调节磁场电流的方法来调速的，属于恒功率，从额定转速nd向下至最低转速nmin时调节电枢电压的方法来调速的属于恒转矩；交流调速电动机是靠调节供电频率的方法调速。由于交流调速电动机的体积小，转动惯量小，动态响应快，没有电刷，能达到的最高转速比同功率的直流调速电动机高，磨损和故障也少，所以在中小功率领域，交流调速电动机占有较大的优势，鉴于此，本设计选用交流调速电动机。根据主轴要求的最高转速3150r/min,交流主轴电动机，最高转速是5000r/min。2-2转速图的拟定根据交流主轴电动

3、机的最高转速和基本转速可以求得交流主轴电动机的恒功率转速范围Rdp=nmax/nd=5000/1000=5而主轴要求的恒功率转速范围Rnp=nmax/nd=3150/125=25.2,远大于交流主2/20轴电动机所能提供的包功率转速范围，所以必须串联变速机构的方法来扩大其包功率转速范围。涉及变速箱时，考虑到机床结构的复杂程度，运转的平稳性等因素，取变速箱的公比f等于交流主轴电动机的恒功率调速范围Rdp,即=Rdp=2,功率特性图是连续的，无缺口和无重合的。车床的主参数(规格尺寸)和基本参数如下:工件最大回转直径Dmax(mm)正转最低转速nmin(Zin)正转最高转速nmin(Tmin)电机功

4、率N(kw)主轴计算转速40070315027125变速箱的变速级数变速箱的变速级数:Z=lgRnp/lg=lg25.2/lg5=2.0049取Z=2确定各齿轮齿副的齿数:取S=118由U=1.60得Z1=47Z1'=76由U=2.51得Z2=88Z2'=35由U=1.33得Z3=68Z3'=52由U=2.99得Z4=30Z4'=90由此拟定主传动系统图，转速图以及主轴功率特性图分别如图2-1,2-2图2-1图2-22.3传动轴的估算传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度要求。强度要求保证轴在反复载荷和扭转载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高，不

5、允许有3/20较大的变形。因此疲劳强度一般不是主要矛盾。除了载荷比较大的情况外，可以不必验算轴的强度。刚度要求轴在载荷下（弯曲，轴向，扭转）不致产生过大的变形（弯曲，失稳，转角）。如果刚度不够，轴上的零件如齿轮，轴承等由于轴的变形过大而不能正常工作，或者产生振动和噪音，发热，过早磨损而失效。因此，必须保证传动轴有足够的刚度。通常，先按扭转刚度轴的直径，画出草图后，再根据受力情况，结构布置和有关尺寸，验算弯曲刚度。计算转速nj是传动件传递全部功率时的最低转速，各个传动轴上的计算转速可以从转速图上直接得出如表2-1所示：表2-1各轴的计算转速轴IIIIII计舁转速990594125各轴功率和扭矩计

6、算：已知一级齿轮传动效率为0.97（包括轴承），则I轴：Pi=pdX0.99=27X0.99=26.73KWII 轴p2=PiX0.97=26.73X0.97=25.92KWIII 轴p3=p2X0.97=25.92X0.97=25.15KWI轴扭矩：T1=9551042673=25.785104N，mm990425.924一II轴扭矩：丁2=95510=41.67310N*mm5942515,III轴扭矩：丁3=955父104M=192.146M104N,mm3125川是每米长度上允许的扭转角（deg/m）,可根据传动轴的要求选取，其选取的原则如表2-2所示。表2-2许用扭转角选取原则轴主轴

7、一般传动轴较低的轴（deg/m）0.5-11-1.51.5-2最后所确定各轴所允许的扭转角如表2-3所示4/20轴I轴(电机轴)II轴III轴(deg/m)0.510.5把以上确定的各轴的扭矩，允许扭转角代入估算公式d=1.64f卷,可得传动轴的估算直径：轴承30209轴承30209d1=1.644-T-=1.644'f-T=1.64,25.5,10=43.83mm1 .0.5d2=1.644T=1.644T2=1.64455.510=44.76mm2 :1因为主轴为空心轴，材料取45钢，所以A0=110d3“0y7二n(1-)225.15=11031125(1-0.54)=65.86

8、mm轴承30215最后取值如下表所示:轴IIIIII估算直径455070主轴轴径尺寸的确定：已知车床最大加工直径为Dmax=400mm,主轴前轴颈直径D1=0.25Dmax_15=85-115mm取D1=95后颈直径D2=(0.7-0.85)D1=67-81mm取D2=75内孔直径d=0.1Dmax±10=35-55mm取d=402.4齿轮模数的估算按接触疲劳强度和弯曲疲劳强度计算齿轮模数比较复杂，而且有些系数只有在齿轮的各参数都已知方可确定，故只有在装配草图画完后校验用。在画草图时用经验公式估算，根据估算的结果然后选用标准齿轮的模数。齿轮模数的估算有两种方法，第一种是按齿轮的弯曲疲

9、劳进行估算，第二种是按齿轮的齿面点蚀进行估算，而这两种方法的前提条件是各个齿轮的齿数必须已知，所以必须先给出各个齿轮的齿数。5/20(1) Zi,Zi'齿轮弯曲疲劳的计算齿轮弯曲疲劳估算公式N,27m.,3233233.49.Znj.35594齿面点蚀的计算得A之3703型=3703：二=132.05.nj594由中心距A及齿数计算出模数：2A2132.05mj=2.15,所以取m=3乙Zi，123(2) Z2,Z2,齿轮弯曲疲劳的计算齿轮弯曲疲劳估算公式m.-323N=32326.73=2.56Znj.88594齿面点蚀的计算得A*3703匹M3703U/20受=131.6,取A=1

10、35Yl55942A2135mi=2.19,所以取m=4.5jZ2Z2，123(3) Z3，Z3,齿轮弯曲疲劳的计算取m=4.5由于受传动轴轴径尺寸大小限制，选取齿轮模数为m=3mm对比上面的结果,可知这样设计的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，故取同一变速组中的所以齿轮的模数都为m=3mm.则各齿轮齿数和模数列表如下:齿轮Z1Z1Z2ZZ3Z3，Z4Z4'齿数4776883568524476模数33334.54.54.54.5第三章主轴箱展开图的设计主轴箱展开图是反映各个零件的相互关系，结构形状以及尺寸的图纸。因此设计从画展开图开始，确定所有零件的位置，结

11、构和尺寸，并以此为依据绘制零件工作图。3.1 各零件结构和尺寸设计3.2 .1设计内容和步骤这一阶段的设计内容是通过绘图设计轴的结构尺寸及选出轴承的型号，确定轴的支点距离和轴上零件力的作用点，计算轴的强度和轴承的寿命。3.1.2有关零件结构和尺寸的确定传动零件，轴，轴承是主轴部件的主要零件，其他零件的结构尺寸是根据主要零件的位置和结构而定。1) 传动轴的估算见前一节2) 齿轮相关尺寸的计算I .齿宽的确定齿宽影响齿的强度。轮齿越宽承载能力越高。但如果太宽，由于齿轮的制造误差和轴的变形，可能接触不均，反而容易引起振动和噪声。齿宽b=d*d其中4d是齿宽系数，d是齿轮分度圆直径。齿宽系数可查工具书

12、得到；也就是说齿宽等于齿宽系数乘以齿轮分度圆直径。根据齿宽系数来定，一般齿宽系数0.3第一套啮合齿轮：B1=d1xZ1=43mm;B1=d1'xZ1'=69mm第二套啮合齿轮:B2=d2xZ2=80mm;B2=d2'xZ2=32mm第三套啮合齿轮：B3=d3xZ3=90mm;B3=d3'xZ3'=70mm第四套啮合齿轮：B4=d4xZ4=59mm;B4=d4'xZ4'=100mm各个齿轮的齿厚确定如表3-1.表3-1各齿轮的齿宽齿轮Z1Z1Z2ZZ3Z3，Z4Z4'436980329070591007/20由计算公式;齿顶：ddi

13、=(42)m(h=1);da2=(Z22h)齿根：df1=(4-2h*-2c*)m(c*=0.25)得到下列尺寸表齿轮的直径决定了各轴之间的尺寸。各主轴部件中各个齿轮的尺寸计算如下表3-2:表3-2各齿轮的直径齿轮Z1Z1Z2ZZ3Z3，Z4Z4'分度圆直径(mm)143.5230.5266.5107.5304.75232.75196.75340.75齿顶圆直径(mm)147234270111315243207351齿根圆直径(mm133.5220.5256.597.5294.75222.75186.75330.75由表3-2可以计算出各轴之间的距离，现将它们列出如表3-3所示:表3-

14、3各轴的中心距轴I-IIII-III距离187268.753)确定齿轮的轴向布置为避免同一滑移齿轮变速组内的两对齿轮同时啮合，两个固定齿轮的间距应大于滑移齿轮的宽度。一般留有间隙1-2mm所以首先设计滑移齿轮。II 轴上的滑移齿轮的两个齿轮轮齿之间必须留有用于齿轮加工的间隙，插齿时，当模数在1-2mm范围内时，间隙必须不小于5mm当模数在2.5-4mm范围内时，间隙必须不小于6mm,且应留有足够的空间滑移，据此选出三片齿轮间的间隙分别为d1=17.5mm,d2=15mm.由滑移齿轮的厚度以及滑移齿轮上的间隙可以得出主轴上的两个齿轮问的距离至少是60mm现取齿轮间的间距为64mms70mm.4)

15、轴承的选择及其配置主轴组件的滚动轴承既要有承受径向载荷的径向轴承，又要有承受两个方向8/20轴向载荷的推力轴承。轴承类型及型号选用主要根据主轴的刚度，承载能力，转速，抗振性及结构要求合理的进行选定。同样尺寸的轴承，线接触的僚子轴承比点接触的球轴承的刚度要高，但极限转速要低，多个轴承的承载能力比单个轴承的承载能力要大，不同轴承承受载荷类型及大小不同。为了提高主轴组件的刚度，通常采用轻型或特轻型系列轴承。通常情况下，中速重载采用双列圆柱滚子轴承配双向推力角接触球轴承，或者成对圆锥滚子轴承，其结构简单，但是极限转速较低。高速轻载采用成组角接触球轴承，根据轴向载荷的大小分别选用25度或15度的接触角。

16、轴向载荷为主且精度要求不高时，选用推力轴承配深沟球轴承，精度要求较高时，选用向心推力轴承。该设计的主轴不仅有刚度高的要求，而且有转速高的要求，所以在选择主轴轴承时，刚度和速度这两方面都要考虑。主轴前轴承采用NN3019K®轴承一个，后支承采用30215型和51215型轴承各一个。3.1-3各轴结构的设计I轴的一端与电动机相连，需要安装联轴器=43.83mm二1644T=1644T1=16425.5104:0.5取&=45，联轴器的计算转矩Tca=KAT1,查表得Ka=1.3Tca=KAT1=1.3父25.5m104=331500Nmm,查表12-4,选用HL3弹性柱销联轴器，

17、其公称转矩为630000Nmm。半轴联轴器的孔径=45mm半联轴器长度L=112mm半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm4=45mm根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度：为了满足半联轴器的轴向定位要求，In轴段右端需制出一轴肩，故取n一田段的直径明=52mm左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=55mm.半联轴器与轴配合的毂孔长度Li=84mm为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴断面上，所以IH长度应比L略短一些，取h=82mm初步选择滚动轴承:9/20因轴承同时有径向力和轴向力度作用，选用单列圆锥滚子轴承。根据3=52mm选取0基本游隙组，查表选得单列圆锥滚子轴承30311。

18、其尺寸为dXDXT=55X120X31.5。故d=d皿=55,l皿=31.5,取其值为32mm右端滚子轴承采用轴肩定位，30311定位轴肩为h=(0.070.1)d=(3.855.5)取h=5因此，取dyi=65mm取安装齿轮处的轴段IV-V的直径dw=59mm齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为100mm为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取片=95mm齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h=(23)R,由轴径d=59mr®表15-2得R=2故取h=5mm则轴环处的直径dVJI=70,轴环宽度大于b>1.4h,取I=10mm1=50mm取齿轮距

19、箱体内壁之距离A=16mm,考虑箱体铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s,取s=8mm已知滚动轴承宽T为31.5mm贝Ul皿=T+S+1+3=58.5mm取59mm1vl工=A+S-lvi=16+8-10=14mm将其结构草图绘制如下图3-2所示50599514.32IDIDininin9图3-2II轴的设计：n轴其结构完全按标准确定，根据其周详的尺寸可将结构简图绘制如图3-3所示:TT259.05104=45.46mmd2=1.644=1.644=1.6442.1初步选择滚子轴承:10/20因轴承同时有径向力和轴向力度作用，选用单列圆锥滚子轴承。根据=50mnp选取0基本游

20、隙组，查表选得单列圆锥滚子轴承30310,其尺寸为dXDXT=50X110X29.25。根据d2=55,取轴承30311其尺寸为dxDXT=55X120X31.5。故du*=d5上=50,15_6=31.5,取其值为32mmmn一田段考虑有键槽，轴加大5%,d2j3=50X(1+5%)=52.5取值为53,由公称尺寸取键b=14;h=9键长取90齿轮的左右端与两轴承之间采用套筒定位，取右边套筒长为8。已知齿轮轮毂的宽度为95mm为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，取轮毂长为92mm取12工=130mm齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h=(23)R,由轴径d=55mr®表15-2得R=2故取h

21、=6mmW直径d3工=67,轴环宽度大于b之1.4h,取。工=1。，取轴承端盖总宽度为20,齿轮距箱体内壁之距离A=41.25mm,考虑箱体铸造误差，在确定滚子轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s,取s=8mm已知滚子轴承宽T为29.25mm贝U1u=T+S+：+3=82mm右端滚子轴承采用轴肩定位，30309定位轴肩为h=(0.070.1)d=(3.154.5)取h=4因此，取d4,=58mm!V-V段因为要安装滑移齿轮，所以使用滑键，由公称尺寸取键b=16h=10t=6t1=4.3,由前述可知取1=459mm,14)=460，将其结构草图绘制如下图：图3-311/20主轴：轴径选择：已知车床

22、最大加工直径为Dmax=400mm,主轴前轴颈直径D1=0.25Dmax±15=85-115mm取D1=100mm后颈直径D2=(0.7-0.85)D1=67-81mm取D2-75mm内孔直径d=0.1Dmax_15=35-55mm取d=50mmI段：取d1=75mm，主要是轴承的安装，初选圆锥滚子轴承30215,宽度27.25mm内径75mm外径130mn以取轴承端盖总宽度为45,考虑箱体铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应在箱体放置一个长度为15的套筒，已知滚动轴承宽T为27.25mm贝U11/=T+14=42.25mmW值L1=42mmII段：左端滚子轴承采用轴肩定位，30217

23、定位轴肩为h=(0.070.1)取h=10所以d2=85mm,型轴承宽T为30.5mm,由前述可知L2=194mm轴承左端采用卡簧定位，选取GB894.1-86轴用弹性挡圈A型，S=2.5。III段：左端滚子轴承采用轴肩定位，30219定位轴肩为h=(0.070.1),取h=2.5所以d2=95mm型轴承宽T为34.5mm,由前述可知L3=164mm轴承左端采用卡簧定位，选取GB894.1-96轴用弹性挡圈A型，S=2.5。IV段段：齿轮间用26mms筒定位，取安装齿轮处的轴段的直径d3=100mm；齿轮3'左端采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为30mm选A型键28X16齿轮两端采用卡

24、簧定位，齿轮两端采用卡簧定位选取GB894.1-100轴用弹性挡圈A型，S=2.5,L4=250mm.V段：主轴前轴承采用30219型轴承一个安装轴承用，d7=95mm|由承端盖总宽38mm已知32019型轴承宽T为34.5mm,l7=34.5+T=72.5mm取L5=75mm所以主轴的总长L=725mm3.1.4主轴组件的刚度和刚度损失的计算：最佳跨距的确定：取弹性模量E=2.1M105N/mm2,D=(90+65)/2=77.5mm；/204A主轴截面惯距：I（D）=1.64106mm42截面面积；A=3459.9mm2P5王轴最大输出转矩：Mn=9550000=5.12105N.mmnF

25、zMn-=Mn/200=2560N450/2FY=0.5Fz=1280N故总切削力为：F=Fz2Fy2=2862.17N估算时，暂取L0/a=3,即取270mm前后支承支反力Ra=3816.22NRb=954.06N取ka=1033000N/mmkb=3.67105N/mm=EI3=0.338Kaa3则L0/a=2.5,则L0=225mm因在上式计算中，忽略了ys的影响，故L0=225mm主轴端部挠度的计算：已知齿轮最少齿数为30,模数为3,则分度圆直径为90mm'则齿轮的圆周力：p=2Tz/dmax=2911N径向力：pr=0.5Pt=1455.5N则传动力在水平面和垂直面内有分力为

26、：水平面：Qh=2735.45N垂直面：Qv=2451.12N去计算齿轮与前支承的距离为66mm其与后支承的距离为384mm13/20切削力的计算：已知车床拖板最大回转直径Dmax=400mm。则主切削力：pv=pc=1310N径向切削力：ph=0.5pc=655N轴向切削力：pr=0.35pc=458.5N当量切削力的计算：P=(a=B)/a=3639对于车床B=0.4Dmax=160mm则水平面内：ph=1819.5N垂直面内：pv=1273.65N主轴端部的挠度计算:Y=1三（1+1）+且（1+且）+工（1+旦）2+（旦）21p13EIaEALK1LK2L；Yph=8.196M10，mm

27、,一3Ypv=5.73710mmpv传动力的作用下，主轴端位移的计算公式见下式:胃+的?吸)abK2L2式中:”号表示位移方向上与力反向，b表示齿轮与前支承的距离，c表示齿轮与后支承的距离，将各值带入，得YQh7.30710，%=38610”水平面内：YH=3.889103mm垂直面内：K=1.877104mm则主轴最大端位移为：Ymax=4.39103mmmax已知主轴最大端位移许用值为y=0.0002L=0.09mm则Ymax<9L符合要求。主轴倾角的验算：在切削力p的作用下主轴前轴承处的倾角为：14/20水平面：入卜='3=7.110-radp3EI垂直面内：=艮区=4.9

28、10radp3EI传动力Q作用下主轴倾角为：水平面内：%H=-3.86710rad垂直面内：1H=-3.465103rad则主轴前轴承处的角为4=“PH-%H=3.23310)radQ垂直面内：%-%VUqv=1.43510“rad%ax=JQh2+Q；=3.537M10“rad故符合要求。3-1-5轴承的校核：齿轮受切向力%=2911N655N径向力：Fre=0.5p=1455.5N;切削力F=1310N径向切削力Fr=0.5p转速n=4000r/mind=90mm轴向切削力Fa=0.35p=458.5N,垂直面内的受力分析:Frp66Fr”，,1=213.47N450Frp384Fr2vr

29、e=1242.03N450水平面内的受力分析：Fr1hFr90Fte384450-2615.05NFr2hFr540-Fte66450=359N故合力:Fr1=2623.7NFr2=1292.89N求两轴承的轴向力：对70000ACS轴承Fd=eFrFd1=eFr1=0.68Fr1-1778.23N15/20Fd2=eFr2=0.68Fr2=879.2NFai=FaFd2=1337.7NFa2uFd2-879.2NFaico1337.71080.012F-8792F1=879£=0.019两次计算的差值不大因此确定9=%=0.68,C246.2当量动载荷：Fa1Fr11337.726

30、23.7=0.509Fa1879.2Fr2-1292.89=0.68=e1对两轴承取X=1,丫=0;X=1,Y=0;由载荷性质，轻载有冲击故取fp=1.5当量载荷：p1=fp(X1Fr1)=1.52623.7=3935.6Np2=fp(X2Fr2)=1.51292.89=1939.3N。106c.因为r>p2所以可知其寿命Lh=(一)=143346h60nr轴承也符合刚度要求。3-2装配图的设计根据主轴展开图第一阶段的设计，已将主轴部件的各个部分的零件确定下来，展开图在设计中附。16/20第四章设计部分的调节、润滑、维护保养、技术要求及其它1、为了减少车床磨损，延长使用寿命，保证工件加工

31、精度，应对车床的所有摩擦部位进行润滑，并注意日常的维护保养。2、车床的润滑形式常用以下几种，(1)浇油润滑：常用于外露的滑动表面，如导轨面和滑板导轨面等。(2)溅油润滑：常用于密闭的箱体中。如车床的主轴箱中的传动齿轮将箱底的润滑油溅射到箱体上部的油槽中，然后经槽内油孔流到各润滑点进行润滑。(3)油纯导油润滑：常用于进给箱和溜板箱的油池中。利用毛线即吸油又渗油的特性，通过毛线把油引入润滑点，间断地滴油润滑。(4)弹子油杯注油润滑：常用于尾座、中滑板摇手柄及三杠(丝杠、光杠、开关杠)支架的轴承处。定期的用油枪端头油嘴压下油杯上的弹子，将油注入。汕嘴撤去，弹子又回复原位，封住注油口，以防尘屑入内。(

32、5)黄油杯润滑：常用于交换齿轮箱挂轮架的中间轴或不经常润滑处。事先在黄油杯中加满钙基润滑脂，需要润滑时，拧进油杯盖，则杯中的油脂就被挤压到润滑点中去。(6)油泵输油润滑：常用于转速高、需要大量润滑油连续强制润滑的场合。如主轴箱内许多润滑点就是采用这种方式。3、车床的润滑要求：(1)车床上一般都有润滑系统图，应严格按照润滑系统图进行润滑。(2)换油时，应先将废油放尽，然后用煤油把箱体内冲洗干净后，在注入新机油，注油时应用网过滤，且油面不得低于油标中心线。主轴箱内零件用油泵润滑或飞溅润滑。箱内润滑油一般三个月更换一次。主轴箱体上有一个油标，若发现油标内无油输出，说明油泵输油系统有故障，应立即停车检

33、查断油的原因，并修复。(3)进给箱上部油纯导油润滑的储油槽，每班应给该储油槽加一次油。(4)交换齿轮箱中间齿轮轴轴承是黄油杯润滑，每班一次，7天加一次钙基脂。(5)弹子油杯润滑每班润滑一次。导轨工作前后擦净用油枪加油。5、车床日常保养要求：17/20(1)每天工作后，切断电源，对车床各表面、各罩壳、导轨面、丝杠、光杠、各操纵手柄和操纵杆进行擦拭，做到无油污、无铁屑、车床外表整洁。(2)每周要求保养床身导轨面和中小滑板导轨面及转动部位的整洁、润滑。要求油眼畅通、油标清晰，清洗油绳和护床油毛毡，保持车床外表清洁和工作场地整洁。6、车床一级保养要求：车场运行500小时后，须进行一级保养。其保养以操作工人为主，在维修工人的配合下进行。保养时必须先切断电源，然后按下述顺序和要求进行。(1)主轴箱的保养：a、清洗滤油器、使其无杂物b、检查主轴锁紧螺母有无松动，紧定螺钉是否拧紧。c、调整制动器及离合器摩擦片间隙。(2)交换齿轮箱的保养：